Принцип взаимозаменяемости деталей

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Выбор посадок в соединениях гладких цилиндрических деталей

2. Расчет и выбор посадок подшипников качения

3. Нормирование допусков и назначение посадок шпоночных соединений

4. Расчет размерных цепей

5. Выбор и назначение параметров шероховатости, отклонение формы и расположения поверхностей

6. Расчет исполнительных размеров калибров

Заключение

Список использованных источников

Введение

На современных машиностроительных заводах серийного и массового производства детали изготовляют в одних цехах, а сборку машин, приборов и других изделий производят в других, сборочных цехах. При сборке используются также нормализованные крепежные детали, детали из резины и пластмасс, подшипники качения, электротехнические и другие покупные изделия, изготовляемые на других, специализированных предприятиях. Несмотря на это, сборка машины и их частей производится без пригонки деталей, а собранные машины и их части удовлетворяют предъявляемым требованиям. Такая организация производства стала возможной благодаря тому, что конструирование, производство, эксплуатация и ремонт машин, агрегатов и других изделий осуществляется на основе принципа взаимозаменяемости.

Взаимозаменяемость - это свойство независимо изготовленных с заданной точностью деталей, составных частей машин, приборов и других изделий обеспечивать возможность бес пригонной сборки сопрягаемых деталей в составные части, а составных частей - в изделия при соблюдении технических требований, предъявляемых к изделиям.

Взаимозаменяемость обеспечивает высокое качество изделий, снижает их стоимость, способствует развитию измерительной техники. Взаимозаменяемость может быть полной и неполной.

Полная взаимозаменяемость обеспечивается при выполнении геометрических, механических, электрических и других параметров деталей с точностью, позволяющей производить сборку любых сопрягаемых деталей и составных частей без дополнительной их обработки, пригонки, подбора и регулирования при обеспечении требуемого качества изделий.

При неполной взаимозаменяемости допускается групповой подбор, подгонка или регулировка деталей, узлов, агрегатов.

Базой для осуществления взаимозаменяемости в современном промышленном производства является стандартизация.

1. Выбор посадок в соединениях гладких цилиндрических деталей

деталь размер калибр соединение допуск

Цель работы: изучить методику расчета допустимых значений минимального и максимального натяга в посадке и исходя из назначения, конструктивных особенностей и условий эксплуатации сборочной единицы рассчитать и выбрать стандартную посадку с натягом.

1. Посадки с натягом предназначены для неподвижных неразъемных (или разбираемых лишь в отдельных случаях при ремонте) соединений деталей, как правило, без дополнительного крепления винтами, штифтами, шпонками и т.п. Относительная неподвижность деталей при этих посадках достигается за счет напряжений, возникающих в материале сопрягаемых деталей вследствие действия деформаций их контактных поверхностей. При прочих равных условиях напряжения пропорциональны натягу. В большинстве случаев посадки с натягом вызывают упругие деформации контактных поверхностей, но в ряде посадок с натягом, особенно при относительно больших натягах или в соединениях деталей, изготовленных из легких сплавов и пластмасс, возникают упругопластические деформации (пластические деформации в одной или обеих деталях распространяются не на всю толщину материала) или пластические деформации, распространяющиеся на всю толщину материала. Применение таких посадок во многих случаях возможно и целесообразно. В отличие от других способов обеспечения неподвижности деталей в соединении при передаче нагрузок посадки с натягом позволяют упростить конструкцию и сборку деталей и обеспечивают высокую степень их центрирования. В сравнительно редких случаях, при передаче очень больших крутящих моментов или при наличии весьма больших сдвигающих сил, в соединениях с натягом дополнительно применяются крепежные детали. При одном и том же натяге прочность соединения зависит от материала и размеров деталей, шероховатости сопрягаемых поверхностей, способа соединения деталей, формы и размеров центрирующих фасок, смазки и скорости запрессовки, условий нагрева или охлаждения и т.д. Ввиду такого многообразия исходных факторов выбор посадки следует производить не только по аналогии с известными соединениями, но и на основе предварительных расчетов натягов и возникающих напряжений, особенно при применении посадок с относительно большими натягами. Для изделий серийного и массового производства рекомендуется провести предварительную опытную проверку выбранных посадок с натягом. Различают следующие основные способы сборки деталей при посадках с натягом:

1) сборка под прессом за счет его осевого усилия при нормальной температуре, так называемая продольная запрессовка;

2) сборка с предварительным разогревом охватывающей детали (отверстия) или охлаждением охватываемой детали (вала) до определенной температуры (способ термических деформаций, или поперечная запрессовка).

В каждом конкретном случае выбора способа сборки определяется конструктивными соображениями (форма и размеры сопрягаемых деталей, значения натягов, наличие соответствующего оборудования для сборки и т.д.).

Сборка под прессом - наиболее известный и несложный процесс, применяемый преимущественно при относительно небольших натягах. Однако к его недостаткам следует отнести: неравномерность деформации тонкостенных деталей, возможности повреждения сопрягаемых деталей, потребность в мощных прессах, более высокие требования к шероховатости сопрягаемых поверхностей.

Сборка способом термических деформаций применяется как при относительно больших, так и при небольших натягах и дает более высокое качество соединения за счет меньших повреждений сопрягаемых деталей и уменьшения влияния шероховатости поверхности.

2. В данной конструкции с натягом собирается втулка 9 с зубчатым колесом 8. Материал втулки бронза - Бр.ОФ10-1, материал зубчатого колеса - сталь 40х.

Соединению передается крутящий момент Мкр=320 Н*м. Детали собираются с предварительным разогревом охватывающей детали (отверстия) или охлаждением охватываемой детали (вала) до определенной температуры (поперечная запрессовка).

Физико-механические свойства охватываемой (1) и охватывающей (2) детали берем из таблицы:

Таблица 1. Физико-механические св-ва деталей

	Деталь №1 (втулка)	Деталь №2 (зубчатое колесо)
Коэффициент линейного расширения	б1=17*106 0С-1	б2=12*106 0С-1
Модуль упругости	Е1=1*1011 Па	Е2=2*1011 Па
Коэффициент Пуассона	м1=0,35	м2=0,3
Предел текучести	ут1=150 МПа	ут2=786 МПа

Рисунок 1. Эскиз детали

3. В зависимости от сопрягаемых материалов, способа и условий сборки деталей выбираем коэффициент трения сцепления:

круговое: fкр=0,12

осевое: fос=0,16

4. Определим значение минимального давления Pmin. в соединении из условия неподвижности соединения при действии крутящего момента по формуле:

Pmin = 2Mкр/d2lfкр

Pmin= (2*320)/ 3,14*(0,054)2*0,04*0,12= 14,56 МПа

5. Определим значение максимального допустимого давления Рmax в соединении из условия отсутствия пластической деформации на контактирующих поверхностях охватываемой и охватывающей деталях

Pmax1=0.58T11-(d1/d)2

Pmax2=0.58T21-(d/d2)2

Pmax1=0.58*150*106*1-(0,04/0,054)2=39,3 МПа

Pmax2=0.58*786*106*[1-(0,054/ ) =455,88МПа

Для дальнейшего расчета исходя их условий прочности детали выбираем меньшее значение: Рmax=39,3 Мпа

6. Определим минимальный Nmin и максимальный Nmax натяги по формуле:

Nmin=Pmin*d*(C1/E1+C2/E2)

Nmах=Pmах*d*(C1/E1+C2/E2)

C1= 1+(d1/d) 2/1- (d1/d)2 - 1

C2= 1+( d/d2) 2/1- (d/d2) 2 + 2

C1= 1+(0,04/0,054)2/1-(0,04/ 0,054)2 - 0,35 = 3

C2 = 1+(0,054/ )2 / 1-(0,054/ )2 + 0,3 = 1,3

Nmin= 14,56*106 *0,054*(3/1011 + 1,3/2*1011)= 29 мкм

Nmах=39,3*106 *0,054*(3/1011 + 1,3/2*1011)= 77 мкм

7. Определим поправку NR, учитывающую срез и смятие неровностей на контактных поверхностях деталей при сборке соединения по формуле:

NR=5(Ra1+Ra2)

Для деталей собираемых продольным методом сборки диапазон:

Rа=0,8...3,2 мкм.

Принимаем: Rа1=1,6 мкм, Ra2=3,2 мкм

NR=5*(1,6+3,2)=24 мкм

8. Определим поправку NТ, учитывающую различие температур при сборке и эксплуатации соединений. Считаем, что температуры всех деталей одинаковы, значит NТ=0

9. Находим коэффициент уд, учитывающий увеличение контактного давления у торцов охватывающей детали, по таблице: уд=0,95.

10. Определяем минимальный расчетный натяг с учетом поправок по формуле:

NminP=Nmin+NR +NТ

NminP= 29 + 24 + 0 = 53 мкм

11. Определяем максимальный расчетный натяг с учетом поправок по формуле:

NmахP=Nmах*уд +NR-NТ

NmахP= 77*0,95 + 24 - 0 = 98 мкм

12. Определяем средний квалитет, в котором следует назначать допуски сопрягаемых деталей и посадки:

аср=NmaxP-NminP

_2i

Где i (единица допуска для посадочного размера) возьмем из таблицы, для данного случая i = 1,86

аср= 98 - 53/2*1,86 = 12 мкм

13. Определяем температуру охлажденной детали по формуле:

t = t

t= 20 - (0.085 + 0.01)/ 17*10-6 *54 = 20 - 103 = - 830 С

Выбираем стандартную посадку в системе отверстия и строим схему расположения полей допусков:

54 d = 54

Nmax = 85

Nmin = 36

Nmin Nmax

+30

54

Рисунок 2. Схема расположения полей допусков

2. Расчет и выбор посадок подшипников качения

Цель работы: рассчитать посадки колец подшипников с валом и корпусом; назначить на сопрягаемые детали отклонения формы посадочных поверхностей и шероховатости.

1. Подшипники качения являются основными комплектующими изде-лиями, изготовляемыми на специализированных заводах. Посадочными или присоединительными размерами подшипников являются наружный диаметр наружного кольца D, по которому подшипник сопрягается с корпусом, и внутренний диаметр внутреннего кольца d, по которому подшипник сопрягается с валом. Подшипники качения в процессе сборки не подлежат дополнительной доработке, поэтому посадка внутреннего кольца на вал осуществляется в системе отверстия, а наружного кольца в корпус - в системе вала.

Подшипники качения работают при самых разнообразных нагрузках. Они обеспечивают точность и равномерность перемещения подвижных частей машин и приборов. Работоспособность подшипников качения зависит от точности их изготовления и характера соединения с сопрягаемыми деталями. Все подшипники делятся на 5 классов точности: 0, 6, 5, 4, 2, в порядке повышения точности. В классах высокой точности требования к точности деталей подшипника резко возрастает. Дорого-стоящие подшипники высокой точности применяются только в особых случаях (например в прецизионных приборах).

2. В связи с отсутствием осевой составляющей нагрузки выбираем однорядный радиальный подшипник серии 4.

Таблица 2. Параметры подшипника

Номер подшипника	d,диаметр внутреннего кольца, мм	D,диаметр наружного кольца, мм	B,ширина колец, мм	r, радиус фаски, мм
208	40	80	18	2

Режим работы подшипника:

1- ый - легкий (перегрузки до 150%, умеренные толчки и вибрации).

Назначаем предельные отклонения для подшипника 6-го класса точности:

d=40-0.01; D=80-0.009; B=18-0.12

3. В данном случае радиальная нагрузка постоянна по направлению, и вращается внутреннее кольцо. Следовательно, внутреннее кольцо испытывает циркулярное нагружение.

4. Выберем посадки при циркулярном нагружении колец подшипников по интенсивности радиальной нагрузки PR, приходящейся на единицу длины посадочной поверхности. Для выбора посадки рассчитаем величину интенсивности радиальной нагрузки:

PR= (R/ b) K1*K2*K3

Где R - радиальная нагрузка:

R=2.2 кН;

b - рабочая ширина посадочного места:

b= B-2r;

K1- динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки:

K1= 1;

K2- коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе:

K2 =1;

K3-коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки:

K3 =1;

PR= 2,2/18*10-3 -2*2*10-3=157 кН/м

Квалитет точности вала - 6, отверстия в корпусе - 6.

Подбираем посадку для установки подшипника на вал (js6) и для установки корпуса для отверстия (K6).

Таким образом, имеем посадочные диаметры: вала 40 js6 и отверстия 80 P7.

Строим схему полей допусков:

+4

D=150 -0,009

+8

d=40 -8

-0.01

Рисунок 3. Схема расположения полей допусков

KB- поле допуска диаметра отверстия внутреннего кольца подшипника;

hB - поле допуска диаметра наружного кольца подшипника.

3. Нормирование допусков и назначение посадок шпоночных соединений

Цель работы: назначить поля допусков для деталей, входящих в шпоночные соединения в зависимости от условий эксплуатации и требований и точности центрирования.

1. Шпоночное соединение служит для передачи вращательных моментов между валами и насаженными на них зубчатыми колесами, полумуфтами и др. деталями. Независимо от характера соединения шпонки должны обеспечить хорошее центрирование и исключить относительное проворачивание соединяемых деталей, поэтому боковые зазоры у шпонок нежелательны.

Получить шпоночное соединение с идеальным центрированием и без боковых зазоров практически невозможно и не всегда требуется по условиям эксплуатации.

Различают соединения сегментными и призматическими шпонками.

Для облегчения сборки и создания неподвижных и подвижных соединений валов и втулок, одна и та же шпонка боковыми гранями часто сопрягается с пазами вала и втулки по разным посадкам. Требуемые посадки получают изменяя поля допусков пазов при неизменном поле допуска шпонка, т.е. по ширине шпоночных соединений применяются посадки в системе вала. Стандартными назначены поля допусков Н9 на ширину шпонки.

На основные размеры рассматриваемых соединений намечены следующие поля допусков, на ширину пазов валов H9, N9, P9, на ширину пазов втулок D10, Js9, P9, на длину шпонок h14, на длину пазов H15. По ширине шпонок перечисленные поля допусков образуют три вида посадок и соединений:

1) свободное соединение - применяются при затрудненных условиях сборки и действии нереверсивных равномерных нагрузок, а также для получения подвижного соединения при легких режимах работы;

2) нормальное соединение - неподвижное соединение, не требующее частых разборок, не воспринимающее ударных реверсивных нагрузок, отличающееся благоприятными условиями сборки;

3) плотное соединение - характеризуемое вероятностью получения примерно одинаковых небольших натягов соединения шпонки с обоими пазами, сборка осуществляется напрессовкой, применяется при редких разборках и реверсивных нагрузках.

Предельные отклонения шпоночных соединений и их деталей указывают по общим правилам, причем на сборочных чертежах по одну сторону шпонки помещают обозначение соединения шпонки с пазом вала, а по другую- с пазом ступицы (втулки).

Размеры шпоночных пазов проверяют универсальными измерительными инструментами или специальными калибрами.

2. Номинальные размеры шпоночного соединения выбирают из таблицы в зависимости от диаметра вала:

d=48мм; b=14мм; h=9мм; l=40мм; t1=5,5мм; t2=3,8мм

3. Из условия работы и сборки соединения определяем вид соединения по ширине шпонки b.

Условие работы - соединение плотное.

В связи с указанным видом работы соединение:

с пазом втулки должно быть P9,

с пазом вала P9.

4. Назначим поля допусков на диаметр вала и втулки, соединяемых шпонкой. Принимаем посадку: 48

5. Назначаем допуски на размеры шпонки:

b=14h9

h=9h11

l=40h14

6. Назначаем предельные отклонения на глубину шпоночных пазов на валу и во втулке:

t1=5,5+0,2

d-t1=42,5-0,2

t2=3,8+0.1

d+t2=51,8+0,1

7. Строим схему полей допусков на ширину шпоночных пазов.



B=14

Рисунок 4. Схема расположения полей допусков на ширину шпоночных пазов

4. Расчет размерных цепей

Цель работы: назначить допуски и предельные отклонения на составляющие звенья размерной цепи.

1. Размерная цепь - совокупность размеров, образующих замкнутый контур и непосредственно участвующий в поставленной задаче. Задачей расчета является определение допусков и предельных отклонений на составные звенья размерной цепи. Звено размерной цепи - это один из размеров, образующих размерную цепь. Имеются следующие виды звеньев: замыкающее (звено, которое получается последним в процессе изготовления и сборки), увязывающее (звено, наиболее простое в изготовлении, за счет него производится увязка размерной цепи), увеличивающее(при его увеличении замыкающее звено уменьшается).

2. В данной работе размерная цепь является конструктивной, сборочной, линейной. Она состоит из:

основных звеньев А1, А2, А3, А4, А5, А6, А7, А8, А9, А10

замыкающего звена А.

В качестве увязывающего звена выберем звено А2, самое простое в изготовлении.

Таблица 3. Номинальные размеры составных звеньев

Звено	Номинальные размеры, мм	Единица допуска, I	Допуск по 8 квалитету	Допуск по 11 квалитету	Середина поля допуска
А1	18	1,08	18h8-0,027	18h11-0,11	-0,055
А2	44	1,56	-	-	-
А3	44	1,56	44h8-0,039	44h11-0,16	-0,08
А4	97	2,51	97h8-0,054	97h11-0,22	-0,11
А5	18	1,08	18h8-0,027	18h11-0,11	-0,055
A6	5	0,73	5h8-0,018	5h11-0,075	-0,0345
A7	4	0,73	4h8+0,018	4h11+0,075	+0,0375
A8	224	2,90	224h8+0,072	224h11+0,29	+0,145
A9	4	0,73	4h8+0,018	4h11+0,075	+0,0375
A10	5	0,73	5h8-0,018	5h11-0,075	-0,0375
А	1-0.3

3. Среднюю точность составляющих звеньев определяем по числу единиц допуска а:

ТА= Аmax- Аmin= 1,2 - 0,7 = 0,5 =500 мкн

ТА

i

ТА 500 500

i 1,08+1,56+...+0,73 13,61

Выбираем ближайший квалитет в сторону уменьшения точности:

a = 25

кв. 8

Определяем номинальный размер замыкающего звена:

А=А iувел- A iумен= (4+224+4) - (18+44+44+97+18+5+5) = 1

Предельные отклонения и допуски замыкающего звена определяем по формулам:

ESА=Аmax- A= 1,2 - 1 = 0,2

EIА=Аmin- A= 0,7 - 1 = -0,3

Определяем допуск и предельные отклонения увязывающего звена:

ТА2=ТА - ТАi увел - TAi умен

ТА2=0,5-(0,018+0,072+0,018)-(0,027+0,039+0,054+0,027+0,018+0,018)=0,209

Верхнее отклонение увязывающего звена:

ESA2 увяз= EIA iувел- ESA iумен- EIА

ESA2=0-0+0,3=0,3

EIA3 увяз= ESA iувел- EIA iумен- ESА

EIA3= (0,018+0,072+0,018)-(-0,027-0,039-0,054-0,027-0,018-0,018)-0,2=0,091

Проверка

ТА2увяз=ESA2ув - EIA2увяз=0,3-0,091=0,209

A2 44+0,091

4. Решаем задачу, используя вероятностный метод:

ТА

i2

ТА 500

i2 (1,08)2+(1,56)2+...+(0,73)2

Выбираем ближайший квалитет в сторону уменьшения точности:

а=100

кв. 11

Определяем величину допуска увязывающего звена:

ТА2= vТА2-(ТА увел)2-(ТА умен)2

ТА2=(0,5)2 - (0,075)2 - (0,29)2 - (0,075)2 - (0,11)2 - (0,16)2 - (0,22)2 - (0,11)2 - (0,075)2 - (0,075)2 = 0,213

Определяем середину поля допуска:

ESAi - EIAi

2

ESA - EIA 0,2 - 0,3

2 2

Еm A2увяз=Em Аi увел-Em Аi умен - Em А

Еm A2=(0,0375+0,145+0,0375) - ( -0,055 - 0,08 - 0,11- 0,055 - 0,0375 - 0,0375) - (-0,05)=0,645

Находим верхнее и нижнее отклонения увязывающего звена:

ESA2= Еm A3увяз+ EIA2= Еm A3 -

ESA2=0,645+ 0,2126 0,752 EIA2=0,645 - 0,2126 0,539

ТА2увяз=ESA2ув - EIA2увяз=0,752 - 0,539=0,213

A2 44+0,539

5. Выбор и назначение параметров шероховатости, отклонений формы и расположения поверхностей

Цель работы: изучить комплексы параметров, их влияние на эксплуатационные свойства соединений и деталей и условные обозначения на чертежах.

1. Для детали «вал», выбранной из конструкции заданного узла, назначаем допускаемые значения параметров шероховатости, отклонений формы и расположения поверхностей, исходя их эксплуатационных требований контактной жесткости, износостойкости, прочности соединений, площади контакта и т.д.

6. Расчет исполнительных размеров калибров

Цель работы: рассчитать рабочие и контрольные калибры для посадочных поверхностей под подшипник скольжения.

1. Калибрами называют вертикальные инструменты, предназначенные для контроля размеров, формы и расположения поверхностей деталей. Предельные калибры позволяют установить, находится ли проверяемый размер в пределах допуска. Предельные калибры используют для проверки размеров гладких цилиндрических, конусных, резьбовых, шлицевых деталей, высоты выступов и глубины впадин, если на проверяемые размеры установлены допуски не точнее IT6. Валы проверяют калибрами-скобами, а отверстия - калибрами-пробками.

По назначению предельных калибров их делят на рабочие, приемные и контрольные.

Комплект гладких рабочих предельных калибров для контроля размеров цилиндрических деталей состоит из проходного ПР и непроходного НЕ калибров.

80,004

79,985

Рисунок 5. Схема полей допусков калибра-пробки

По таблице для данного квалитета определяем нужные нам значения:

Н=4 мкм; Z=6 мкм; б=0

Определяем Dmax и Dmin:

Dmax =80,004

Dmin=79,985

Учитывая схему расположения полей допусков калибра-пробки, находим:

ПРmax=Dmin + z + H

ПРmax=79,985+0,0025+ 0,003 = 79,989

ПРmax=79,989-0,003

НЕmax=Dmax - б + Н

НЕmax=80,004 - 0+ 0,003 = 80,0055

НЕmax=80,0055-0,003



40,008

39,992

Рисунок 6. Схема полей допусков калибра-скобы

По таблице для данного квалитета определяем нужные нам значения:

H1= 4 мкм; Z1= 3,5 мкм; б=0

Определяем Dmax и Dmin:

Dmax =40,008

Dmin=39,992

Учитывая схему расположения полей допусков калибра-пробки, находим:

ПРmin= dmax - z1 - H1

ПРmin=40,008 - 0,0035 - 0,004 =40,0025

ПРmin=40,0025+0,004

НЕmin= dmin + б - Н1

НЕmin=39,992 + 0 - 0,004 =39,99

НЕmin=39,99+0,004

Заключение

В данной курсовой работе изучена методика расчета допустимых значений минимального и максимального натяга в посадке и исходя из назначения, конструктивных особенностей и условий эксплуатации сборочной единицы рассчитывается и выбирается стандартная посадка с натягом. Рассчитаны посадки колец подшипников с валом и корпусом; назначены на сопрягаемые детали отклонение формы посадочных поверхностей и шероховатостей. Назначены поля допусков для деталей, входящих в шпоночные соединения в зависимости от условий эксплуатации и требований к точности центрирования. Установлены допуски и предельные отклонения на составляющие звенья размерной цепи.

Список использованных источников

1. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения: Учеб. для вузов\ А.И. Якушев, А.Н. Аворонцов, Н.М. Федотов- 6-е изд., перераб. и доп. - М: Машиностроение, 1987 г. -352 с.

2. Допуски и посадки: Справочник. В 2-х частях\ В.Д. Мягков, М.А. Палей, А.Б. Романов, В.А.Брагинский.- 6-е изд., перераб. и доп.- Л: Машиностроение. Ленинград. Отделение, 1982 г. -543 с.

3. Подшипники качения: Справочник\ Под ред. В.Н. Нарышкина, Р.В. Коросташевского. - М: Машиностроение, 1984 г. -220 с.

Размещено на Allbest.ru